Главная | Обратная связь | Поможем написать вашу работу!

2.1 Выбор материалов колес. 2.4 Проектный расчет. Модуль зацепления. 3 Расчет клиноременной передачи

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 5Следующая ⇒

2. 1 Выбор материалов колес

Для изготовления зубчатой пары колес выбирается сталь 45.

шестерня: сталь 45 термообработка – улучшение – НВ 235÷ 262

колесо: сталь 45 термообработка – нормализация – НВ 179÷ 207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193
Механические характеристики сталей для шестерни

σ _В = 780 Н/мм²,

σ _-1 = 335 Н/мм².

Механические характеристики сталей для колеса

σ _В = 780 Н/мм²,

σ _-1 = 335 Н/мм².

Предельные значение размеров заготовки

шестерни D_пред =125 мм,

и колеса S_пред = 80 мм

2. 2 Допускаемых контактных напряжений [σ ]_H = K_HL[σ ]_H₀,

где K_HL – коэффициент долговечности

К_HL = 1.

[σ ]_H₁= 1, 8HB+67 = 1, 8·248+67 = 513 МПа. (7)

[σ ]_H₂= 1, 8HB+67 = 1, 8·193+67 = 414 МПа. (8) [σ ]_H = 0, 45([σ ]_H₁+[σ ]_H₂) = 0, 45(513+414) = 417 МПа.
(9)

[σ ]_H₁ = 1 × 513 = 513 Н/мм²

(10)

σ ]_H₂ = 1 × 414= 414 Н/мм²

2. 3 Допускаемые напряжения изгиба:

[σ ]_F = K_FL[σ ]_F₀,

где K_FL – коэффициент долговечности

К_FL = 1.

[σ ]_F₀₁= 1, 03HB₁ = 1, 03·248 = 255 МПа. (11)

[σ ]_F₀₂= 1, 03HB₂ = 1, 03·193 = 199 МПа. (12)

[σ ]_F₁ = 1·255 = 255 МПа. (13)

[σ ]_F₂ = 1·199 = 199 МПа. (14)

Результаты расчетов сведены в таблицу 2

Таблица 2 – Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент

передачи

Марка

стали

D_пред

Термоо-бработка

НВ_ср

σ _в

σ _-1

[σ ]_Н

[σ ]_F

S_пред

Н/мм²

Шестерня

125/80

Улучш.

Колесо

Норм-ия

2. 4 Проектный расчет

Межосевое расстояние

(15)

где К_а = 43, 0 – для косозубых передач

ψ _ba = 0, 315 – коэффициент ширины колеса,

К_Н_β = 1, 0 – для прирабатывающихся колес

= 309, 4 Н·м – вращающий момент на тихоходном валу редуктора.

принимаем согласно ГОСТ 2185-66

а_w = 160 мм.

Модуль зацепления

(16)

где K_m = 5, 8 – для косозубых колес

d₂ – делительный диаметр колеса,

= 2·160·5, 0/(5, 0 +1) = 267 мм,

b₂ – ширина колеса

b₂= ψ _baa_w = 0, 3150·160 = 50 мм.

m > 2·5, 8·390, 5·10³/(267·50·199) = 1, 71 мм,

принимаем по ГОСТ 9563–60 m = 2, 0 мм.

Угол наклона зуба

= arcsin(3, 5·2, 0/50) = 8, 04° (17)

Принимаем β = 8°

Суммарное число зубьев:

= 158 (18)

Действительная величина угла наклона зубьев

= (19)

β = 10° – угол наклона зубьев

Число зубьев шестерни:

z₁ = = 26 (20)

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c–z₁ = 158 – 26 =132; (21)

уточняем передаточное отношение:

= = 5, 08, (22)

Отклонение фактического значения от номинального

(23)

Фактическое межосевое расстояние:
= 160 (24)

делительные диаметры

= 2, 0·26/0, 9875= 52, 66 мм, (25)

d₂ = 2, 0·132/0, 9875= 267, 34 мм, (26)

диаметры выступов

d_a₁ = d₁+2m = 52, 66+2·2, 0 = 56, 66 мм (27)

d_a₂ = 267, 34+2·2, 0 = 271, 34 мм (28)

диаметры впадин

d_f₁ = d₁– 2, 4m = 52, 66 – 2, 5·2, 0 = 47, 66 мм (29)

d_f₂ = 267, 34 – 2, 5·2, 0 = 262, 34 мм (30)

ширина колеса

b₂ = y_baa_w = 0, 315·160 = 50 мм (31)

ширина шестерни

b₁ = b₂ + (3÷ 5) = 50+(3÷ 5) = 55 мм (32)

2. 4 Проверочный расчет

Проверка межосевого расстояния

а_w = (d₁+d₂)/2 = (52, 66+267, 34)/2 = 160 мм (33)

Окружная скорость

v = ω ₂d₂/2000 = 9, 6·267, 34/2000 = 1, 3 м/с (34)

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная на шестерне и колесе

F_t = 2T₂/d₁ = 2·64, 0·10³/52, 66 = 2431 H

- радиальная

F_r = F_ttga/cosβ = 2431tg20º /0, 9875= 896 H

- осевая сила:

F_a = F_ttgb = 2431tg 9, 06° = 388 Н.

Проверка контактного напряжения σ _H, Н/мм^𝟐;

(35)

где K – вспомогательный коэффициент, K = 376;

К_Н_α = 1, 06 – для косозубых колес,

К_Н_β = 1, 0 – для прирабатывающихся зубьев,

К_Н_v = 1, 02 – коэффициент динамической нагрузки

Окружная скорость

v = ω ₂d₂/2000 = 6, 70·267, 01/2000 = 0, 9 м/с

σ _H = 376[2237(5, 0+1)1, 06·1, 0·1, 02/(267, 34·50)]^1/2 = 409 МПа.

Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни σ _F1 и колеса σ _F2, Н/мм²:

(36)

где Y_F₂ – коэффициент формы зуба,

Y_β = 1 – β /140 = 1 – 9, 06/140 = 0, 935,

K_F_α = 1, 91 – для косозубых колес,

K_F_β = 1 – для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1, 05 – коэффициент динамической нагрузки [1c. 64].

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 26 → z_v₁ = z₁/(cosβ )³ = 26/0, 9875³ = 27 → Y_F₁ = 3, 85, (37)

при z₂ =132 → z_v₂ = z₂/(cosβ )³ =132/0, 9875³ = 135 → Y_F₂ = 3, 61. (38)

σ _F₂ = 3, 61·0, 935·2431·1, 0·1, 0·1, 05/2, 0·50 = 86, 2 МПа < [σ ]_F₂

σ _F₁ = σ _F₂Y_F₁/Y_F₂ = 86, 2·3, 85/3, 61 = 91, 9 МПа < [σ ]_F₁. (39)

Результаты расчетов приведены в таблице 3.

Таблица 3 – Параметры закрытой зубчатой передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр		Значение
Межосевое расстояние a_w		Угол наклона зубьев
Модуль зацепления m		Диаметр делительной окружности: шестерни d₁ колеса d₂		52, 66 267, 34
Ширина зубчатого венца: шестерни b₁ колеса b₂	55 50
Число зубьев Шестерни Z₁ Колеса Z₂	27 135	Диаметр окружности вершин Шестерни d_a₁ Колеса d_a₂		56, 66 271, 34
Вид зубьев	косозубые	Диаметр окружности: впадин шестерни d_f₁ колеса d_f₂		47, 66 262, 34

Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения , Н/мм²				Условия соблюдены
Напряжения изгиба, Н/мм²			91, 9	Условия соблюдены
			86, 2	Условия соблюдены

3 Расчет клиноременной передачи

3. 1 Сечение клинового ремня

Выбор ремня
При мощности P₁= кВт и частоте вращения n₁= 950 об/мин, выбираем ремень сечения Б

⇐ Предыдущая 123 4 5 Следующая ⇒

Воспользуйтесь поиском по сайту: